JP4051722B2

JP4051722B2 - Rotor of eddy current reduction gear

Info

Publication number: JP4051722B2
Application number: JP10692897A
Authority: JP
Inventors: 健治郎篠原; 和行中筋; 昭佳石田
Original assignee: Sumitomo Metal Industries Ltd
Current assignee: Sumitomo Metal Industries Ltd
Priority date: 1997-04-24
Filing date: 1997-04-24
Publication date: 2008-02-27
Anticipated expiration: 2017-04-24
Also published as: JPH10304648A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、バスやトラックなど大型自動車の制動装置として設けられる渦電流式減速装置の回転子、より詳しくは特定形状の冷却フィンが回転円筒部の外周面に設けられた回転子に関する。
【０００２】
【従来の技術】
大型自動車の制動装置としては、主ブレーキであるフットブレーキ、補助ブレーキである排気ブレーキの他、長い坂道の降坂時などで安定した減速を行い、かつフットブレーキの焼損を防止するために渦電流式減速装置（以下、これを「リターダ」と記載する）が使用されている。このリターダには、磁石として永久磁石を使用するものと電磁石を使用するものとがある。
【０００３】
リターダの構造については、既にいくつかの例が提案されている（たとえば、特開平1-234043号公報、特開平1-234045号公報、特開平1-298948号公報等参照）。
【０００４】
図８は、永久磁石を使用したリターダの一例を示す縦断面図である。図において、符号１は回転子、２は回転子のスポーク、３は回転円筒部、４は冷却フィン、５は永久磁石、６は磁石の支持リング、７はポールピース、８はピストンロッド、９は油圧装置、10は回転軸、11は案内棒である。
【０００５】
回転子1 は、回転軸10の片側端部に取り付けられ、スポーク2 を介して強磁性体からなる回転円筒部3 が配設されている。回転円筒部3 は、回転軸10と一体に回転する。回転子の回転円筒部の内周部内部には、複数個の永久磁石5 が隣接する極性を逆向きに周設された支持リング6 が、ポールピース7 を介して設けられている。支持リング6 は、油圧装置9 のピストンロッド8 にねじ等で取り付けられ、油圧装置9 の駆動によって複数の案内棒11に沿って回転軸の軸方向に往復運動する。この往復運動によって永久磁石5 がポールピース7 の位置、すなわち回転円筒部3 と磁気的に対向する位置まで挿入され、その状態（図の上半分に示す状態）が制動オンの状態である。反対に、永久磁石5 がポールピース7 から離れた位置にある状態（図の下半分に示す状態）が制動オフの状態である。
【０００６】
制動オンの状態では、永久磁石5 から発する磁束を横切って回転円筒部3 が回転運動するので、回転円筒部の内壁部表面近傍に渦電流が流れる。この渦電流と磁束の相互作用によって回転子には制動トルクが発生する。この回転円筒部は、渦電流にともなうジュール熱で昇温され、制動オフの状態で冷却フィン4 によって冷却降温される。このため、回転円筒部3 には、制動のオン・オフの繰返しによって熱応力サイクルが負荷される。
【０００７】
電磁石を使用したリターダにおいても制動トルクの発生原理は、永久磁石の場合と同じである。たとえば、磁極の多数をディスクの両面に配設してなり、バッテリ電源からの通電により磁界を発生させ、渦電流現象によりディスクを減速させる方向にトルクを発生させ制動力を得るものである。
【０００８】
回転円筒部は、車両を減速した際に吸収した運動エネルギーを冷却フィンを介して熱放散させるが、減速の頻度が増すに従って回転円筒部の温度が上昇する。この回転円筒部が温度上昇すると、リターダの制動効率が低下するばかりか、回転円筒部の機械的強度も低下する。このため回転円筒部外周面に多数の冷却フィンを設置し、回転円筒部の表面積を増大させることによって冷却能を高め、温度上昇を抑制する工夫がなされている。
【０００９】
図９は、図８に示すリターダの回転子を示す図であり、(a) は縦断面図、(b)は一部横断面図である。回転円筒部3 の外周面には、回転軸に平行な直線状冷却フィン4 が等間隔に設けられている。冷却フィンには、▲１▼冷却効率が高いこと、▲２▼回転時に空気抵抗が小さいこと、▲３▼回転時に風切り音が小さいことなどが要求され、次のような提案がある。
【００１０】
(1) 回転円筒部外周面に、回転方向に傾斜した冷却フィンを多数、等間隔で配設して、損失トルクを低減するとともに、回転円筒部の半径方向に存在する配管、配線などの温度上昇などの弊害を防止したリターダの回転子（実開平5-33679 号公報、および後述する図10(a) 参照）、
(2) 渦流円筒（回転円筒部）のポールコア（ポールピース）と対向する面の反対の面（外周面）に、円筒の回転方向に平行に放熱フィンを配置し放熱フィンによる風損および騒音を減少させたリターダ（特開平6-253527号公報、および後述する図10(b) 、同(c) 参照）、
(3) 回転円筒部の外周面に回転円筒部の軸方向に分割された冷却フィンを多数配設して回転円筒部の外周面に回転方向に延びる冷却通路を形成し、冷却フィンは冷却通路に向かって回転円筒部の回転方向後側に傾斜させることによって、低損失で冷却効率の向上を図ったリターダ（特開平7-329740号公報、および後述する図10(d) 参照）。
【００１１】
【発明が解決しようとする課題】
前記これまでに提案されたフィンの配置では以下の問題が生じていた。
【００１２】
図10は、冷却フィンの配置を平面的に展開して示した図であり、(a) は前記(1) で提案された傾斜フィン、(b) および(c) は前記(2) で提案された回転方向に平行なフィン、(d) は前記(3) で提案された回転円筒部の中央部で分割された傾斜フィンを示す図である。
【００１３】
前記(1) に提案された傾斜フィンを設けた回転円筒部（図10(a) 参照）では、冷却フィンの傾斜角度α（入口角度βに等しい）は45°前後であり、45°以上では冷却空気の入口でフィンに沿う方向の速度成分に比べてフィンに垂直な速度成分が大きくなり（45゜で両者が等しい）、冷却空気はフィン間の流路をスムーズに流れ難くなる。
【００１４】
前記(2) に提案された回転円筒部の回転方向に平行な冷却フィンを配置するもの（図10(b) 参照）では、冷却空気の入口側および出口側においてフィンの配置は傾斜しており、(1) と同様な現象が発生する。また、フィンは長さ方向（回転円筒部の幅方向）に分割されており強度的に不連続となるので、前述したように回転円筒部に発熱、冷却が繰り返されると、分割されたフィンの取付け部が熱応力による亀裂発生の原因となる。
【００１５】
前記(3) に提案された左右に分割した冷却フィンを多数配設して回転円筒の外周面に回転方向に延びる冷却通路を形成したもの（図10(d) 参照）では、上記(2) と同様な現象が発生する。
【００１６】
このように傾斜フィンが種々提案されているが、いまだ冷却フィンとしての性能（冷却効率の向上、空気抵抗および騒音の低減）の大幅な向上は期待できないのが現状である。
【００１７】
本発明の目的は、放熱特性の向上と、回転抵抗と騒音の発生とを低減させた傾斜冷却フィンを有するリターダ回転子を提供するにある。
【００１８】
【課題を解決するための手段】
本発明者らは、傾斜冷却フィンの放熱特性、回転抵抗、および騒音の発生について研究を行い、入口側の幅よりも出口側の幅を大きくすることによって上記の課題を解決できることを見出し、本発明を完成した。
【００１９】
本発明の要旨は、下記に示す渦電流式減速装置の回転子にある（図１参照）。回転円筒部の外周面に設けられる冷却フィンは、入口側の角（入口角、β）を10°〜50°、出口側の角（出口角、γ）を40°〜90°とし、かつフィンとフィンとの間隔幅を入口幅Ｂよりも出口幅Ｃを大きくした傾斜フィンである渦電流式減速装置の回転子。
【００２０】
前記傾斜冷却フィンは、曲線状、屈曲部を含む直線状、または曲線と直線を組み合わせたフィンであることが望ましい。
【００２１】
上記の入口幅、出口幅とは、回転円筒部の外周面を平面的に展開したとき、フィンの取付け部において回転方向に対して先行する側のフィンとフィンとの間隔を入口幅Ｂ、後行側を出口幅Ｃという。回転円筒部の外周面を平面的に展開したとき、入口部におけるフィンの接線と回転円筒部の端面とのなす角を入口角β、出口部における角を出口角γという。また、傾斜フィンとは、回転円筒部の外周面を平面的に展開したとき、フィンの取付け部における冷却空気の出口側が回転円筒部の回転方向に対して入口側よりも後方にあり、フィンの取付け部の線が入口と出口を結ぶ線に対して後方に外れた曲線あるいは直線とからなっているフィンである。
【００２２】
【発明の実施の形態】
本発明のリターダにおける回転円筒部に設けられる冷却フィンは、冷却空気の流れを回転子の軸方向に排出し、常に新しい冷却空気を取り入れることと、入口幅よりも出口幅を大きくして冷却空気の流れを良くすることに特徴がある。
【００２３】
図２は、本発明の曲線状傾斜冷却フィンの概念図であり、(a) は回転円筒部の斜視図、(b) は冷却フィンの配置の一部を円周方向に展開して平面的に示す図である。同図(a) において、符号41は曲線状傾斜冷却フィン、３は回転子の回転円筒部である。
【００２４】
回転円筒部3 は、図示されていないスポークを介して車両のプロペラシャフト等の制動を要する駆動系（回転軸）に接続されている（図８参照）。回転円筒部3 の外周面には、複数枚の円弧で形成された曲線状傾斜冷却フィン41が等間隔に配設されている。
【００２５】
同図(b) において、符号12は冷却フィンの間を流れる冷却空気の流れの方向を示す曲線、Ｂは冷却空気の入口幅、Ｃは冷却空気の出口幅、αはフィンの傾斜角、βはフィンの入口角、γはフィンの出口角、Ｒはフィンの曲率半径、ｔはフィンの厚さ、ｐはフィンの配置間隔（ピッチ）、白抜き矢印は回転円筒部の回転方向であり、いずれも回転円筒部外周面における称呼である。
【００２６】
回転円筒部3 は紙面の上方から下方へ矢印のように回転するので、冷却空気は回転円筒部の左側からβ方向に取り入れられ、フィン間を流れて右側のγ方向に排出される。
【００２７】
図３は、本発明の屈曲部を含む直線状傾斜冷却フィンの概念図であり、(a) は回転円筒部の斜視図、(b) は冷却フィンの配置を円周方向に展開して平面的に示す図である。回転円筒部3 の外周面には、複数枚の屈曲部D をもった屈曲直線状傾斜冷却フィン42が等間隔に配設されている。
【００２８】
図１は、本発明の冷却フィンの配置を円周方向に展開して平面的に示す図であり、(a) は曲線状フィン、(b) および(c) は屈曲直線状フィン、(d) は曲線と直線との組合せフィンを示す図である。
【００２９】
曲線状フィン41は、図1(a)に示すものでは１つの円弧の曲線によって形成されているが、円弧と円弧の組合せ、または二次曲線などの他の曲線、他の曲線の組合せ等によっても形成することができる。
【００３０】
屈曲直線状フィン42は、図1(b)に示すように入口角βで取り付けたフィンを途中で折り曲げて形成してもよく、また、同図(c) に示すように折り曲げ部を複数箇所設けて形成することもできる。
【００３１】
曲線と直線を組合せたフィン43は、図1(d)に示すように入口側を円弧などの曲線とし、出口側を直線とするものである。
【００３２】
図１に示されたフィンは、フィンとフィンとの間隔を入口（入口幅Ｂ）から出口（出口幅Ｃ）に向かうにつれ徐々に大きくする。フィンの間隔が徐々に大きくなると、出口側の冷却空気は減圧され、冷却空気の入口での取り込みを良くする。これに較べれば、従来のフィンの形状では、フィンの間隔が等しいため冷却空気の取り込みは劣ると考えられる。
【００３３】
以下、本発明で冷却フィンの形状を種々限定した理由について説明する。
【００３４】
Ｉ．入口幅よりも出口幅を大きくする理由について：
入口幅よりも出口幅を大きくすると、フィンとフィンとの間を流れる冷却空気は、出口側に近づくにつれ圧力が低下する。これによって、入口部からの冷却空気の取り込み量を多くし、フィンまたは回転円筒部からの抜熱量を増加させる。II．冷却フィンを曲線状とする理由について：
図４は、傾斜フィンの展開図であり、(a) は入口角βを18°、傾斜角αを45°、出口角γを72°とする曲線状傾斜フィンを示す図、(b) は傾斜角αを45°とする直線状傾斜フィンを示す図、(c) は傾斜角αを18°とする直線状傾斜フィンを示す図である。フィン入口側および出口側でのフィンピッチｐはいずれも等しく、19.725mmである。以下の説明では、「曲線状傾斜フィン」を単に「曲線フィン」と、「直線状傾斜フィン」を単に「直線フィン」と記載する。
【００３５】
図4(a)と図4(b)とを比較すると、曲線フィン41と直線フィン44とは傾斜角αを45°と等しくしたので、それぞれの冷却空気の入口角βは、曲線フィン41では18°、直線フィン44では45°となり、曲線フィン41の方が小さい。冷却空気の入口角が小さいほどフィンの接線方向の速度成分が大きくなり、フィンの間を流れる冷却空気の流速が高くなり放熱性能が高くなる。
【００３６】
図4(c)の直線フィン44は、傾斜角を18°として曲線フィン41の入口角と等しくしたので、それぞれの冷却空気の取り込み状態は等しい。しかし、直線フィン44の場合ではフィン間隔は入口から出口まで一定であるが、曲線フィン41では出口に向かうにつれてフィン間隔を大きくすることができる。つまり、曲線フィンの方が冷却空気の流れの抵抗を低く抑えることができる。特に、入口角を小さくした場合に両者の差は顕著になる。この場合でも曲線フィンの方が空気が流れやすくなり、放熱性能の向上につながる。
【００３７】
図4(c)に示したように直線状フィンの入口角（＝傾斜角）を小さくすると、フィンの長さを大きくして放熱性能を向上させる作用と、冷却空気の流路の長さを大きくして放熱性能を低下させる作用がある、即ち相反する効果をもたらすことを、本発明者らは見出した。これにより、曲線フィンとすることによって、入口角を小さく、フィンの長さを大きく、しかも冷却空気の流路の長さを大きくすることができたのである。
【００３８】
III ．冷却フィンの入口角と出口角とについて：
入口角βは、フィンとフィンとの間に冷却空気をスムーズに採り入れる効果がある。しかし、入口角βが10°未満では冷却空気の入口幅Ｂが小さくなり、冷却空気をスムーズに取り入れられなくなる。入口のフィン間隔を拡げるとフィン枚数が少なくなり、放熱面積の減少になる。また、入口角βが45°を超えるとフィン間の冷却空気は、フィン曲線の法線方向の速度成分が増加し、出口方向にスムーズに流れなくなる。その結果、放熱性能が低下する。さらに、フィン曲線の法線方向の速度が大きくなると、フィンに与える力積が大きくなり、円筒部の回転抵抗が増大する。また、法線方向の速度が大きくなると冷却空気がフィンから剥離する現象が起こり、騒音を大きくする。したがって、冷却フィンの入口角βは10゜〜50°とした。
【００３９】
出口角γについては、40°未満では出口のフィン間隔が狭くなり、冷却空気をスムーズに排出できなくなる。また、出口角γが90°を超えると出口でも冷却空気を取り込む作用が働き、スムーズな冷却空気の流れを実現できなくなるとともに、冷却空気の流れの方向を変えるには力積が必要になるので回転抵抗の増加を招くことになる。したがって、出口角γは40゜〜90゜とした。
【００４０】
IV．屈曲部を含む直線状傾斜フィンについて：
本発明のフィンは、冷却空気の流れを回転子の軸方向に排出し、常に新しい冷却空気を取り入れることと、入口幅よりも出口幅を大きくして冷却空気の流れを良くすることに特徴がある。屈曲部を含む直線状傾斜フィンとするのは、フィンとフィンとの間の冷却空気の流れの方向を変えて、空気の流速のうち、フィンに垂直な成分を増加させ、熱伝達を高めるためである。制動中の回転円筒部では、幅方向の中央部が温度が高くなるので、回転円筒部のこの位置にフィンの屈曲部を設けるのが望ましい。なお、フィンの高さ、厚さ、ピッチ、断面形状、材質等は特に限定するものではない。
【００４１】
【実施例】
回転円筒部の外周面に、前述の図１および図４に示すような形状の異なるフィンを配設した試験回転子を、表１に示す寸法で製作した。フィンは、鋼板から成形加工によって製作し、回転円筒に溶接によって取り付けた。図１(a) 〜(d) は発明例、図４(b) および(c) は比較例である。
【００４２】
【表１】

【００４３】
No.1〜7 の回転子は、図１に示す発明例である。No.1〜4 の回転子は、図1(a)に示すように、半径を100 mmとする円弧状のフィンを設けたものであり、それぞれ入口角βと出口角γを変化させた。No.7の回転子は、図1(d)に示すように、半径を 80 mmとする円弧と直線とを組み合わせたフィンを設けたものである。No.5および6 の回転子は、図1(b)および(c) に示すように、屈曲部を含む直線状のフィンを設けたものであり、No.6は屈曲部が２つのものである。
【００４４】
No.8〜14の回転子は、いずれも比較例である。No.8および9 の回転子は、半径を100 mmとする円弧状のフィンを設けたものであるが、それぞれ入口角が本発明で定める範囲から外れるものである。No.10 〜14の回転子は、図4(b)および(c)に示すような直線状傾斜フィンを設けたものであり、従来技術として提案された比較例である。
【００４５】
それぞれの回転子をモータによって回転速度を600 、1200、1800、2400および2800rpm として、回転円筒部の温度、フィンの回転抵抗、およびフィンから発生する騒音の測定を行った。
【００４６】
回転円筒の温度は、制動オンの状態で試験回転子を回転させ、回転円筒部の内側から２mmの位置に埋め込んだ熱電対によってスリップリングを介して測定した。
【００４７】
フィンの回転抵抗は、制動オフの状態で試験回転子を回転させ、モータの回転軸に取り付けたトルク計によってスリップリングを介して測定した。また、回転子の中心から上方１ｍの位置に設置したマイクでフィンから発生する騒音を同時に測定した。それらの結果を表２、および回転子No.1、10および12について図５から図７に示す。
【００４８】
【表２】

【００４９】
表２の結果から、本発明で定める形状のフィンを設けた試験回転子No.1〜5およびNo.７は、たとえば回転速度 2800 rpm における回転円筒部の温度が 615℃以下に抑制されている。また、回転抵抗および騒音は、僅かに低下していることがわかる。なお、発明例のNo.6の回転子は、直径が433mmと大きく回転円筒部の温度は高くなっている。
【００５０】
図５は、回転子の回転速度と回転円筒部の温度との関係を示す図である。発明例の曲線フィンをもった本発明例（回転子No.1）の回転円筒部（○）の温度が最も低く、入口角18°の直線フィンをもった比較例（回転子No.12 ）の回転円筒部（□）の温度が最も高く、回転速度 2800 rpmでは50゜〜100 ℃の温度差があることがわかる。
【００５１】
図６は、回転子の回転速度と回転子の回転抵抗との関係を示す図である。曲線フィンをもった本発明の回転子No.1（○）の回転抵抗は、入口角45°の直線フィン（回転子No.1）をもった比較例の回転子（△）に比べ若干低くなっている。なお、入口角18°の直線フィンをもった比較例の回転子No.12 （□）の回転抵抗が最も低くなっているのは、冷却空気の入口幅が小さくなり冷却空気の取り入れ量が少ないためである。また、これによって前述の温度も高くなったものと考えられる。
【００５２】
図７は、回転子の回転速度と回転子の騒音との関係を示す図である。曲線フィンをもった本発明の回転子No.1（○）の騒音は、入口角45°の直線フィンをもった比較例の回転子No.10 （△）のそれと等しい速度域もあるが、2400rpm 以上の速度域では本発明例の方が小さく優れている。また、入口角18°の直線フィンをもった比較例の回転子No.12 （□）が最も低くなっているのは、回転抵抗のところで述べた理由と同様である。
【００５３】
【発明の効果】
本発明のリターダの回転子は、入口角および出口角をそれぞれ特定範囲に規定した曲線状傾斜フィンを取り付けたので、放熱能力を向上させ、回転抵抗、回転騒音の小さい回転子となり、リターダの性能を向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の冷却フィンの配置を円周方向に展開して平面的に示す図であり、(a)は曲線状フィン、(b) および(c) は屈曲直線状フィン、(d) は曲線と直線との組合せフィンを示す図である。
【図２】本発明の曲線状傾斜フィンを設けた回転子の一例と冷却フィンの配置を示す図であり、(a) は回転円筒部の斜視図、(b) は冷却フィンの配置を円周方向に展開して平面的に示す図である。
【図３】本発明の屈曲部を含む直線状傾斜フィンを設けた回転子の一例と冷却フィンの配置を示す図であり、(a) は回転円筒部の斜視図、(b) は冷却フィンの配置を円周方向に展開して平面的に示す図である。
【図４】曲線状傾斜フィンと直線状傾斜フィンの展開図であり、(a) は入口角β₁ を18°、傾斜角αを45°とする曲線状傾斜フィンを示す図、(b) は傾斜角αを45°とする直線状傾斜フィンを示す図、(c) は傾斜角αを18°とする直線状傾斜フィンを示す図である。
【図５】回転子の回転速度と回転円筒部の温度との関係を示す図である。
【図６】回転子の回転速度と回転子の回転抵抗との関係を示す図である。
【図７】回転子の回転速度と回転子の騒音との関係を示す図である。
【図８】永久磁石を使用したリターダの一例とを示す縦断面図である。
【図９】リターダの回転子を示す図であり、(a) は縦断面図、(b) は一部横断面図である。
【図１０】冷却フィンの配置を平面的に展開して示した図であり、(a) は前記(1) で提案された傾斜フィン、(b) および(c) は同(2) で提案された回転方向に平行なフィン、(d) は同(3) で提案された回転円筒部の中央部で分割された傾斜フィンを示す図である。
【符号の簡単な説明】
１．冷却フィン２．回転子のスポーク
３．回転円筒部４．冷却フィン
５．永久磁石６．支持リング
７．ポールピース８．ピストンロッド
９．油圧装置 10．回転軸
11．案内棒 12. 冷却空気の流れ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a rotor of an eddy current reduction device provided as a braking device for a large automobile such as a bus or a truck, and more particularly to a rotor in which cooling fins having a specific shape are provided on the outer peripheral surface of a rotating cylindrical portion.
[0002]
[Prior art]
As a braking device for large automobiles, in addition to the foot brake, which is the main brake, the exhaust brake, which is the auxiliary brake, eddy current is used to perform stable deceleration when descending down a long slope and prevent the foot brake from burning out. Type reduction gears (hereinafter referred to as “retarders”) are used. Some retarders use permanent magnets and others use electromagnets.
[0003]
Several examples of the retarder structure have already been proposed (see, for example, Japanese Patent Laid-Open Nos. 1-234043, 1-234045, and 1-298948).
[0004]
FIG. 8 is a longitudinal sectional view showing an example of a retarder using a permanent magnet. In the figure, reference numeral 1 is a rotor, 2 is a spoke of the rotor, 3 is a rotating cylindrical portion, 4 is a cooling fin, 5 is a permanent magnet, 6 is a magnet support ring, 7 is a pole piece, 8 is a piston rod, 9 Is a hydraulic device, 10 is a rotating shaft, and 11 is a guide rod.
[0005]
The rotor 1 is attached to one end portion of the rotating shaft 10, and a rotating cylindrical portion 3 made of a ferromagnetic material is disposed via a spoke 2. The rotating cylindrical portion 3 rotates integrally with the rotating shaft 10. A support ring 6 having a plurality of permanent magnets 5 adjacent to each other in opposite polarities is provided through a pole piece 7 inside the inner peripheral portion of the rotating cylindrical portion of the rotor. The support ring 6 is attached to the piston rod 8 of the hydraulic device 9 with a screw or the like, and reciprocates in the axial direction of the rotary shaft along the plurality of guide rods 11 by driving the hydraulic device 9. By this reciprocating motion, the permanent magnet 5 is inserted to the position of the pole piece 7, that is, the position that is magnetically opposed to the rotating cylindrical portion 3, and this state (the state shown in the upper half of the figure) is a braking-on state. On the other hand, the state in which the permanent magnet 5 is away from the pole piece 7 (the state shown in the lower half of the figure) is the brake-off state.
[0006]
In the brake-on state, the rotating cylindrical portion 3 rotates and moves across the magnetic flux generated from the permanent magnet 5, so that an eddy current flows near the inner wall surface of the rotating cylindrical portion. Due to the interaction between the eddy current and the magnetic flux, a braking torque is generated in the rotor. The rotating cylindrical portion is heated by Joule heat accompanying the eddy current, and cooled by the cooling fins 4 in a brake-off state. For this reason, the rotating cylindrical portion 3 is loaded with a thermal stress cycle due to repeated braking on / off.
[0007]
Even in a retarder using an electromagnet, the principle of generation of braking torque is the same as that of a permanent magnet. For example, a large number of magnetic poles are arranged on both sides of a disk, a magnetic field is generated by energization from a battery power supply, and torque is generated in a direction to decelerate the disk by an eddy current phenomenon to obtain a braking force.
[0008]
The rotating cylinder part dissipates heat through the cooling fins when the kinetic energy absorbed when the vehicle is decelerated, but the temperature of the rotating cylinder part increases as the frequency of deceleration increases. When the temperature of the rotating cylindrical portion rises, not only the braking efficiency of the retarder decreases, but also the mechanical strength of the rotating cylindrical portion decreases. For this reason, many cooling fins are installed in the outer peripheral surface of the rotating cylindrical portion, and the surface area of the rotating cylindrical portion is increased to improve the cooling performance and suppress the temperature rise.
[0009]
9 is a view showing the rotor of the retarder shown in FIG. 8, wherein (a) is a longitudinal sectional view and (b) is a partial transverse sectional view. On the outer peripheral surface of the rotating cylindrical portion 3, linear cooling fins 4 parallel to the rotation axis are provided at equal intervals. The cooling fins are required to have (1) high cooling efficiency, (2) low air resistance during rotation, and (3) low wind noise during rotation.
[0010]
(1) A large number of cooling fins inclined in the rotational direction are arranged at equal intervals on the outer peripheral surface of the rotating cylindrical portion to reduce the loss torque and the temperature of piping, wiring, etc. existing in the radial direction of the rotating cylindrical portion. A retarder rotor that prevents harmful effects such as climbing (see Japanese Utility Model Publication No. 5-33679 and Fig. 10 (a) described later),
(2) On the surface (outer peripheral surface) opposite to the surface facing the pole core (pole piece) of the eddy current cylinder (rotating cylindrical part), a heat dissipating fin is placed in parallel to the direction of rotation of the cylinder to reduce wind loss and noise caused by the heat dissipating fin Reduced retarder (see Japanese Patent Laid-Open No. 6-25527 and FIGS. 10 (b) and 10 (c) described later),
(3) A large number of cooling fins divided in the axial direction of the rotating cylindrical portion are arranged on the outer peripheral surface of the rotating cylindrical portion to form a cooling passage extending in the rotating direction on the outer peripheral surface of the rotating cylindrical portion. A retarder that is improved in cooling efficiency with low loss by inclining toward the rear in the rotational direction of the rotating cylindrical portion (see Japanese Patent Laid-Open No. 7-329740 and FIG. 10 (d) described later).
[0011]
[Problems to be solved by the invention]
The arrangement of fins proposed so far has caused the following problems.
[0012]
FIG. 10 is a plan view showing the arrangement of the cooling fins in a plan view, where (a) is an inclined fin proposed in (1) above, and (b) and (c) are proposed in (2) above. (D) is a view showing the inclined fin divided at the center of the rotating cylindrical portion proposed in (3) above.
[0013]
In the rotating cylindrical portion (see FIG. 10 (a)) provided with the inclined fins proposed in (1) above, the inclination angle α (equal to the inlet angle β) of the cooling fin is around 45 °, and above 45 ° The velocity component perpendicular to the fin is larger than the velocity component in the direction along the fin at the inlet of the cooling air (both are equal at 45 °), and the cooling air is difficult to flow smoothly through the flow path between the fins.
[0014]
In the case of arranging the cooling fins parallel to the rotation direction of the rotating cylindrical portion proposed in (2) above (see FIG. 10 (b)), the fin arrangement is inclined on the inlet side and outlet side of the cooling air. The same phenomenon as (1) occurs. In addition, since the fin is divided in the length direction (width direction of the rotating cylindrical portion) and becomes discontinuous in strength, as described above, when heat generation and cooling are repeated in the rotating cylindrical portion, The mounting part causes cracking due to thermal stress.
[0015]
A cooling passage extending in the rotation direction on the outer peripheral surface of the rotating cylinder (see FIG. 10 (d)) by arranging a number of cooling fins divided into left and right as proposed in (3) above (see FIG. 10 (d)). The same phenomenon occurs.
[0016]
As described above, various inclined fins have been proposed. However, at present, a significant improvement in performance as a cooling fin (an improvement in cooling efficiency, a reduction in air resistance and noise) cannot be expected.
[0017]
An object of the present invention is to provide a retarder rotor having an inclined cooling fin with improved heat dissipation characteristics and reduced rotation resistance and noise generation.
[0018]
[Means for Solving the Problems]
The inventors have studied the heat dissipation characteristics, rotational resistance, and noise generation of the inclined cooling fins, and found that the above problem can be solved by making the width on the outlet side larger than the width on the inlet side. Completed the invention.
[0019]
The gist of the present invention resides in the rotor of the eddy current type speed reducer shown below (see FIG. 1). The cooling fin provided on the outer peripheral surface of the rotating cylindrical portion has an inlet side angle (inlet angle, β) of 10 ° to 50 °, an outlet side angle (exit angle, γ) of 40 ° to 90 °, and a fin The rotor of the eddy current type speed reducer, which is an inclined fin in which the exit width C is larger than the entrance width B in the gap width between the fin and the fin.
[0020]
The inclined cooling fin is preferably a curved line, a straight line including a bent portion, or a fin combining a curved line and a straight line.
[0021]
The inlet width and the outlet width are defined as the distance between the fin on the side preceding the rotation direction in the fin mounting portion when the outer peripheral surface of the rotating cylindrical portion is flattened, and the rear width. The row side is called exit width C. When the outer peripheral surface of the rotating cylindrical portion is developed in a plane, the angle formed by the tangent line of the fin at the inlet and the end surface of the rotating cylindrical portion is referred to as the inlet angle β, and the angle at the outlet is referred to as the outlet angle γ. In addition, when the outer peripheral surface of the rotating cylindrical portion is flattened, the inclined fin is such that the outlet side of the cooling air in the fin mounting portion is behind the inlet side with respect to the rotational direction of the rotating cylindrical portion, The fin of the attachment portion is formed of a curve or straight line deviating rearward with respect to the line connecting the inlet and the outlet.
[0022]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
The cooling fin provided in the rotating cylindrical portion of the retarder of the present invention discharges the flow of cooling air in the axial direction of the rotor, always takes in new cooling air, and makes the outlet width wider than the inlet width. It is characterized by improving the flow.
[0023]
FIG. 2 is a conceptual diagram of a curved inclined cooling fin according to the present invention, (a) is a perspective view of a rotating cylindrical portion, and (b) is a plan view of a part of the arrangement of the cooling fin developed in the circumferential direction. FIG. In FIG. 4A, reference numeral 41 denotes a curved inclined cooling fin, and 3 denotes a rotating cylindrical portion of the rotor.
[0024]
The rotating cylindrical portion 3 is connected to a driving system (rotating shaft) that requires braking, such as a propeller shaft of a vehicle, via a spoke (not shown) (see FIG. 8). On the outer peripheral surface of the rotating cylindrical portion 3, curved inclined cooling fins 41 formed of a plurality of arcs are arranged at equal intervals.
[0025]
In FIG. 2B, reference numeral 12 denotes a curve indicating the direction of the flow of cooling air flowing between the cooling fins, B is a cooling air inlet width, C is a cooling air outlet width, α is a fin inclination angle, β Is the inlet angle of the fin, γ is the outlet angle of the fin, R is the radius of curvature of the fin, t is the thickness of the fin, p is the arrangement interval (pitch) of the fins, and the white arrow is the direction of rotation of the rotating cylindrical part, Both are names on the outer peripheral surface of the rotating cylindrical portion.
[0026]
Since the rotating cylindrical portion 3 rotates as indicated by an arrow from the upper side to the lower side of the drawing, the cooling air is taken in the β direction from the left side of the rotating cylindrical portion, flows between the fins, and is discharged in the γ direction on the right side.
[0027]
FIG. 3 is a conceptual diagram of a linear inclined cooling fin including a bent portion according to the present invention, (a) is a perspective view of a rotating cylindrical portion, and (b) is a plan view of a cooling fin arranged in a circumferential direction. FIG. On the outer peripheral surface of the rotating cylindrical portion 3, bent linear inclined cooling fins 42 having a plurality of bent portions D are disposed at equal intervals.
[0028]
FIG. 1 is a plan view showing the arrangement of the cooling fins of the present invention in a circumferential direction, where (a) is a curved fin, (b) and (c) are bent straight fins, (d ) Is a diagram showing a combination fin of a curve and a straight line.
[0029]
The curved fin 41 is formed by a single circular curve in the case shown in FIG. 1 (a). However, the curved fin 41 is formed by a combination of a circular arc and a circular arc, another curve such as a quadratic curve, a combination of other curves, or the like. Can also be formed.
[0030]
The bent linear fin 42 may be formed by bending a fin attached at an entrance angle β in the middle as shown in FIG. 1 (b), and a plurality of bent portions as shown in FIG. It can also be provided.
[0031]
As shown in FIG. 1 (d), the fin 43 combining a curve and a straight line has a curved line such as an arc on the inlet side and a straight line on the outlet side.
[0032]
The fin shown in FIG. 1 gradually increases the distance between the fins from the inlet (inlet width B) toward the outlet (outlet width C). When the gap between the fins is gradually increased, the cooling air on the outlet side is depressurized to improve the intake of the cooling air at the inlet. Compared to this, it is considered that the conventional fin shape is inferior in the intake of cooling air because the distance between the fins is equal.
[0033]
Hereinafter, the reason why various shapes of the cooling fins are limited in the present invention will be described.
[0034]
I. Reasons for making the exit width larger than the entrance width:
When the outlet width is made larger than the inlet width, the pressure of the cooling air flowing between the fins decreases as it approaches the outlet side. As a result, the amount of cooling air taken in from the inlet portion is increased, and the amount of heat removed from the fins or the rotating cylindrical portion is increased. II. About the reason why the cooling fin is curved:
FIG. 4 is a development view of the inclined fin, wherein (a) shows a curved inclined fin with an inlet angle β of 18 °, an inclined angle α of 45 °, and an outlet angle γ of 72 °, and (b) FIG. 4C is a diagram showing a linear inclined fin having an inclination angle α of 45 °, and FIG. 5C is a diagram showing a linear inclined fin having an inclination angle α of 18 °. The fin pitch p on the fin inlet side and the outlet side is equal and is 19.725 mm. In the following description, “curved inclined fin” is simply referred to as “curved fin”, and “linear inclined fin” is simply referred to as “straight fin”.
[0035]
Comparing FIG. 4 (a) and FIG. 4 (b), the curved fin 41 and the straight fin 44 have the inclination angle α equal to 45 °. 18 ° and 45 ° for the straight fin 44, and the curved fin 41 is smaller. The smaller the inlet angle of the cooling air, the larger the velocity component in the tangential direction of the fins, the higher the flow velocity of the cooling air flowing between the fins and the higher the heat radiation performance.
[0036]
Since the straight fins 44 in FIG. 4 (c) have an inclination angle of 18 ° and are equal to the entrance angles of the curved fins 41, the respective cooling air intake states are equal. However, in the case of the straight fin 44, the fin interval is constant from the inlet to the outlet, but in the curved fin 41, the fin interval can be increased toward the outlet. That is, the resistance of the flow of the cooling air can be kept lower with the curved fin. In particular, when the entrance angle is reduced, the difference between the two becomes significant. Even in this case, the curved fins allow air to flow more easily, leading to improved heat dissipation performance.
[0037]
As shown in Fig. 4 (c), reducing the inlet angle (= inclination angle) of the linear fins increases the fin length and improves the heat dissipation performance, and the cooling air flow path length. The present inventors have found that there is an effect of increasing the heat dissipation performance by increasing the size, that is, it brings about a contradictory effect. As a result, the curved fins made it possible to reduce the inlet angle, increase the fin length, and increase the cooling air flow path length.
[0038]
III. About cooling fin inlet and outlet angles:
The entrance angle β has an effect of smoothly introducing cooling air between the fins. However, if the inlet angle β is less than 10 °, the inlet width B of the cooling air becomes small and the cooling air cannot be taken in smoothly. Increasing the gap between the fins at the entrance reduces the number of fins and reduces the heat dissipation area. When the inlet angle β exceeds 45 °, the cooling air between the fins increases the velocity component in the normal direction of the fin curve and does not flow smoothly in the outlet direction. As a result, the heat dissipation performance decreases. Further, when the speed in the normal direction of the fin curve increases, the impulse applied to the fin increases, and the rotational resistance of the cylindrical portion increases. Further, when the speed in the normal direction increases, a phenomenon in which the cooling air peels off from the fins occurs, increasing the noise. Accordingly, the inlet angle β of the cooling fin is set to 10 ° to 50 °.
[0039]
When the outlet angle γ is less than 40 °, the gap between the fins at the outlet becomes narrow, and the cooling air cannot be discharged smoothly. Also, if the outlet angle γ exceeds 90 °, the action of taking in the cooling air works even at the outlet, and it becomes impossible to realize a smooth flow of cooling air, and an impulse is required to change the direction of the cooling air flow. This will increase the rotational resistance. Therefore, the exit angle γ is set to 40 ° to 90 °.
[0040]
IV. For linear inclined fins including bends:
The fins of the present invention are characterized in that the flow of cooling air is discharged in the axial direction of the rotor, and new cooling air is always taken in, and the outlet width is made larger than the inlet width to improve the flow of cooling air. is there. In order to increase the heat transfer by changing the direction of the cooling air flow between the fins and increasing the component perpendicular to the fin in the air flow rate, the linear inclined fin including the bent portion is used. It is. In the rotating cylindrical portion that is being braked, the central portion in the width direction has a high temperature. Therefore, it is desirable to provide a bent portion of the fin at this position of the rotating cylindrical portion. The height, thickness, pitch, cross-sectional shape, material, etc. of the fin are not particularly limited.
[0041]
【Example】
A test rotor in which fins having different shapes as shown in FIGS. 1 and 4 were arranged on the outer peripheral surface of the rotating cylindrical portion was manufactured with the dimensions shown in Table 1. The fin was manufactured from a steel plate by forming and attached to the rotating cylinder by welding. 1 (a) to (d) are invention examples, and FIGS. 4 (b) and 4 (c) are comparative examples.
[0042]
[Table 1]

[0043]
The rotors Nos. 1 to 7 are examples of the invention shown in FIG. As shown in FIG. 1 (a), the rotors of Nos. 1 to 4 were provided with arc-shaped fins having a radius of 100 mm, and the inlet angle β and the outlet angle γ were respectively changed. As shown in Fig. 1 (d), the No. 7 rotor is provided with fins that combine arcs with a radius of 80 mm and straight lines. As shown in Figs. 1 (b) and (c), the rotors of Nos. 5 and 6 are provided with linear fins including bent parts, and No. 6 has two bent parts. is there.
[0044]
The rotors of Nos. 8 to 14 are all comparative examples. The rotors of Nos. 8 and 9 are provided with arc-shaped fins having a radius of 100 mm, but the respective entrance angles are out of the range defined by the present invention. The rotors of Nos. 10 to 14 are provided with linear inclined fins as shown in FIGS. 4B and 4C, and are comparative examples proposed as conventional techniques.
[0045]
Each rotor was rotated at a rotational speed of 600, 1200, 1800, 2400 and 2800 rpm by a motor, and the temperature of the rotating cylinder, the rotational resistance of the fin, and the noise generated from the fin were measured.
[0046]
The temperature of the rotating cylinder was measured through a slip ring by a thermocouple embedded at a position of 2 mm from the inside of the rotating cylinder by rotating the test rotor with the brake turned on.
[0047]
The rotational resistance of the fin was measured via a slip ring by a torque meter attached to the rotating shaft of the motor after rotating the test rotor with the brake off. In addition, the noise generated from the fins was simultaneously measured with a microphone installed at a position 1 m above the center of the rotor. The results are shown in Table 2 and rotor Nos. 1, 10 and 12 in FIGS.
[0048]
[Table 2]

[0049]
From the results in Table 2, the test rotors Nos. 1 to 5 and No. 7 provided with fins having the shapes defined in the present invention have the temperature of the rotating cylinder at a rotational speed of 2800 rpm, for example, suppressed to 615 ° C. or lower. . It can also be seen that the rotational resistance and noise are slightly reduced. The No. 6 rotor of the invention example has a large diameter of 433 mm and the temperature of the rotating cylindrical portion is high.
[0050]
FIG. 5 is a diagram showing the relationship between the rotational speed of the rotor and the temperature of the rotating cylindrical portion. Comparative example (rotor No. 12) with straight fins with the lowest temperature of the rotating cylindrical part (○) of the present invention example (rotor No. 1) with the curved fins of the invention example and an inlet angle of 18 ° It can be seen that the temperature of the rotating cylinder (□) is the highest and there is a temperature difference of 50 ° C to 100 ° C at a rotational speed of 2800 rpm.
[0051]
FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the rotational speed of the rotor and the rotational resistance of the rotor. The rotational resistance of the rotor No. 1 (◯) of the present invention having curved fins is slightly lower than that of the comparative example rotor (△) having a linear fin (rotor No. 1) having an inlet angle of 45 °. It has become. Note that the rotational resistance of the rotor No. 12 (□) of the comparative example having a straight fin with an inlet angle of 18 ° is the lowest because the cooling air inlet width is small and the cooling air intake amount is small. Because. In addition, it is considered that the above-described temperature is also increased.
[0052]
FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the rotational speed of the rotor and the noise of the rotor. The noise of the rotor No. 1 (◯) of the present invention having curved fins has a speed range equal to that of the rotor No. 10 (△) of the comparative example having a linear fin with an inlet angle of 45 °, In the speed range of 2400 rpm or more, the example of the present invention is smaller and superior. In addition, the reason why the rotor No. 12 (□) of the comparative example having a straight fin with an inlet angle of 18 ° is the lowest is the same as the reason described for the rotational resistance.
[0053]
【The invention's effect】
The retarder rotor according to the present invention is provided with curved inclined fins each having a specific range of inlet angle and outlet angle, thereby improving the heat dissipation capability, resulting in a rotor with low rotational resistance and rotational noise, and the retarder performance. Can be improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a plan view of an arrangement of cooling fins according to the present invention developed in a circumferential direction, wherein (a) is a curved fin, (b) and (c) are bent straight fins, (d ) Is a diagram showing a combination fin of a curve and a straight line.
FIG. 2 is a view showing an example of a rotor provided with curved inclined fins of the present invention and an arrangement of cooling fins, (a) is a perspective view of a rotating cylindrical portion, and (b) is an arrangement of cooling fins in a circle. It is a figure which expand | deploys in the circumferential direction and shows it planarly.
FIGS. 3A and 3B are diagrams showing an example of a rotor provided with linear inclined fins including a bent portion according to the present invention and the arrangement of cooling fins, wherein FIG. 3A is a perspective view of a rotating cylindrical portion, and FIG. 3B is a cooling fin. It is a figure which expand | deploys this arrangement | positioning in the circumferential direction and shows it planarly.
FIG. 4 is a development view of a curved inclined fin and a linear inclined fin, wherein (a) is a diagram showing a curved inclined fin with an inlet angle β ₁ of 18 ° and an inclined angle α of 45 °; FIG. 4 is a diagram showing a linear inclined fin having an inclination angle α of 45 °, and FIG. 5C is a diagram showing a linear inclined fin having an inclination angle α of 18 °.
FIG. 5 is a diagram showing the relationship between the rotational speed of the rotor and the temperature of the rotating cylindrical portion.
FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the rotational speed of a rotor and the rotational resistance of the rotor.
FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the rotational speed of the rotor and the noise of the rotor.
FIG. 8 is a longitudinal sectional view showing an example of a retarder using a permanent magnet.
9A and 9B are views showing a rotor of a retarder, in which FIG. 9A is a longitudinal sectional view, and FIG. 9B is a partial transverse sectional view.
FIG. 10 is a diagram showing the arrangement of cooling fins in a plan view, where (a) is an inclined fin proposed in (1), and (b) and (c) are proposed in (2). (D) is a diagram showing an inclined fin divided at the center of the rotating cylindrical portion proposed in (3).
[Brief description of symbols]
1. 1. Cooling fin Rotor spokes 3. Rotating cylinder 4 4. Cooling fin Permanent magnet 6. 6. Support ring Pole piece 8. 8. Piston rod Hydraulic device 10. Axis of rotation
11． Guide rod 12. Cooling air flow

Claims

The angle (inlet angle, β) on the inlet side (the side preceding the rotation direction) of the cooling fin provided on the outer peripheral surface of the rotating cylindrical portion is 10 ° to 50 °, and the outlet side (following the rotation direction) Side angle (exit angle, γ) is 40 ° to 90 °, and the gap width between the fins is larger on the outlet side (C) than on the inlet side (B). Reducer rotor.

The rotor of an eddy current type reduction gear according to claim 1, wherein the cooling fin is a curved fin.

The rotor of an eddy current type reduction gear according to claim 1, wherein the cooling fin is a linear fin including a bent portion.

The rotor of the eddy current type reduction gear according to claim 1, wherein the cooling fin is a fin combining a curve and a straight line.